Методические указания по выполнению курсовго проекта (стр. 15 из 19)
где Х2 - массовое расходное паросодержание хладагента на входе в испаритель.
Коэффициент А для хладагента R600а в диапазоне температур кипения То= 243 ¸ 263 К вычисляется из соотношения:
А = 0,0085·То –1,223 = 1,0125,
Вследствие высокой теплопроводности материала стенки испарителя разность температур (Тсi - То) рекомендуется задавать в пределах (0.5 ¸ 0,8) К.
В связи со сложным характером теплообмена между воздухом и наружной поверхностью испарителя, обусловленный одновременно протекающими процессами конвективного теплообмена и теплообмена излучением, коэффициент теплоотдачи на наружной оребренной поверхности испарителя складывается из двух составляющих:
a2и = a2к +a2л = 7,534 + 1,3326 =8,8666 [Вт/м2·К],
где a2к - коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя, учитывающий влияние конвективного теплообмена;
a2л - коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя, учитывающий влияние лучистого теплообмена.
Средняя величина конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи a¢2л при свободной конвекции воздуха у поверхности испарителя рассчитывается по уравнению:
,где Nuи - критерий Нуссельта;
d2и - наружный диаметр каналов испарителя;
lв - коэффициент теплопроводности влажного воздуха при температуре Tw=0,5(Ткм+Тс2 ) = 0,5(276+269) = 272,5К;
Ткм - заданная температура воздуха в камере;
Тс2 = 269К - температура наружной поверхности испарителя.
, 
где Рrв - число Прандтдя для воздуха при Tw, характеризующее соотношение молекулярных свойств в процессе переноса теплоты Рrв =0,712;
Сг - число Грасгофа, характеризующее эффективность подъемной силы, вызывающей свободную конвекцию воздуха.
,где g - ускорение свободного падения;
b=1/Ткм = 3,62×10-3 К-1 - температурный коэффициент объемного расширения воздуха;
uв= 11,87×10-6 м2/с - коэффициент кинематической вязкости воздуха при температуре Тw.
Температура наружной поверхности испарителя Тc2 зависит от температуры кипения и температуры в камере. Для испарителя морозильной камер Тc2 = То + (1 ¸ 2 ) К, для испарителя холодильной камеры - Тc2 = То+(2 ¸ 10) К
На процесс конвективного теплообмена оказывают также влияние такие факторы, как термическое сопротивление воды, образующегося на поверхности испарителя, термическое сопротивление контакта оребрения с трубами испарителя. С учетом влияния перечисленных факторов уравнение для расчета конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи a2к принимает следующий вид:
,где dв - условная толщина слоя воды на поверхности испарителя, принимается равной
dв = 0,001 м;
lв- коэффициент теплопроводности воды, lв=0,56 Вт/м×К;
Rкн - термическое сопротивление контакта оребрения с трубами испарителя, в среднем,
Rкн = 4,5×10-3 м2 ×К/Вт.
Лучистая составляющая коэффициента теплоотдачи a2л рассчитывается на основе закона Ньютона-Рихмана:
,где q2л - плотность теплового потока на наружной поверхности испарителя.
Величина плотности теплового потока вычисляется из уравнения:
,где s - постоянная Стефана-Больцмана, s = 5,67×10-8 Вт/м2× К4
eс - коэффициент полного нормального излучения поверхности, в расчетах принимается равным eс =0,9.
eв - коэффициент полного нормального излучения влажного воздуха, принимается, в среднем, равным eв = 0,3.
После расчета коэффициента теплоотдачи на наружной поверхности испарителя по уравнению (3) вычисляется значение коэффициента теплопередачи Ки,
площадь внутренней поверхности каналов испарителя вычисляется из соотношения:
F¢и =Fи /yи =0,3712/6=0,1237 м2,
Длина трубопровода испарителя - из известной зависимости:
,6.6.3.3. Конструктивные параметры испарителя холодильной камеры
Для холодильной камеры комбинированного холодильника – морозильника выбираем испаритель, выполненный в виде пространственного змеевика с листовым оребрением, расположенный вертикально.
6.6.4. Тепловой и конструкторский расчет конденсатора морозильной камеры.
6.6.4.1. Тепловая стабилизация
Зона тепловой стабилизации включает в себя нагнетательный патрубок компрессора, нагнетательный трубопровод и часть конденсатора. На участке тепловой стабилизации происходит отвод теплоты от перегретых паров хладагента за счет теплообмена с окружающей средой. Температура паров хладагента снижается до температуры насыщения при данном давлении, т.е. до температуры конденсации.
Площадь теплопередающей поверхности участка тепловой стабилизации рассчитывается из уравнения:
,где Qt - количество теплоты, отводимой от хладагента на участке тепловой стабилизации;
Кt - коэффициент теплопередачи;
ΔТt - средняя логарифмическая разность температур. Количество теплоты, отводимой от хладагента в зоне тепловой стабилизации, рассчитывается из соотношения:
Qt = (i7 - i8) ×Ga = (721,09·103 – 629,76·103) ×1,29·10-3 = 117,816Вт,
где i7 , i8 - энтальпия соответственно перегретых и насыщенных паров хладагента, определяемая из расчета цикла холодильного агрегата;
Средняя логарифмическая разность температур вычисляется следующим образом:
,где Tc1 = 351,95К - температура стенки нагнетательного патрубка у выхода из компрессора;
Тc2 = 306К - температура стенки конденсатора в конце участка тепловой стабилизации.
При проведении расчетов температура Tс1, в среднем, принимается равной Tс1 = Т7 - 20К, температура Тс2 задается из условия: Тс2 = ТK – 2К.
Коэффициент теплопередачи участка тепловой стабилизации рассчитывается из уравнения:
,где α1t, α2t коэффициенты теплоотдачи соответственно на внутренней и наружной поверхностях;
λм - коэффициент теплопроводности материала трубопроводом при температуре Тс = 0,5(Tс1 + Tс2) = 338,975К
δс - толщина стенки трубопровода.
Коэффициент теплопроводности для трубопроводов из меди при Т=273К составляет
λм = 393 Вт/м · К, при Т = 373К – λм = 385 Вт/м · К, для промежуточных значений температуры вычисляется на основе приведенных данных методом линейной интерполяции.
Коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности участка тепловой стабилизации рассчитывается на основе критериального уравнения:
,где Nu1t - число Нуссельта, характеризующее интенсивность теплоотдачи от паров хладагента;
λ1t - коэффициент теплопроводности паров хладагента при температуре Тх = 0,5 [(T7 -15) + Тk] =332,475К;
d1k - внутренний диаметр трубопровода.
,где ε - коэффициент гидравлического сопротивления;Re1t - число Рейнольдса, характеризующее соотношение сил инерции и сил вязкости в потоке паров хладагента;
Рr1t -число Прандтля, характеризующий соотношение молекулярных свойств переноса количества движения и теплоты и определяемый при температуре Тx.
,где W1t - средняя скорость хладагента на участке тепловой стабилизации;
υ1t = 0,2418× 10-6 м2/с - коэффициент кинематической вязкости хладагента при температуре Тx.
,где υ7, υ8 - удельный объем перегретых и насыщенных паров хладагента, определяемый при расчете цикла холодильного агрегата.
где Δ - эквивалентная абсолютная шероховатость внутренней поверхности трубопровода, для медных трубопроводов Δ = 1,5×10-6 м.
Коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности участка термической стабилизации рассчитывается как сумма двух составляющих:
a2t = aКТ +aЛТ = 10,352 + 2,1003 =12,4523 [Вт/м2·К],
коэффициента теплоотдачи αкт учитывающего влияние конвективного теплообмена, и коэффициента теплоотдачи αлт учитывающего влияние теплообмена избиением:
